DE2641698C3 - Umlaufrädergetriebe mit stufenlos willkürlich einstellbarer Übersetzung und mit drehmomentabhängiger Überlagerung der Übersetzungseinstellung - Google Patents
Umlaufrädergetriebe mit stufenlos willkürlich einstellbarer Übersetzung und mit drehmomentabhängiger Überlagerung der ÜbersetzungseinstellungInfo
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Description
Die Erfindung bezieht sich auf ein Umlauirädergetrie-
in be, bestehend aus einem Zahnrad- und einen Reibradgetriebe
mit stufenlos willkürlich einstellbarer Übersetzung und mit drehmomentabhängiger Überlagerung der
Übersetzungseinstellung der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 genannten Gattung.
κ Ein derartiges Getriebe ist bereits bekannt (DE-PS
5 60 276).
Darüber hinaus ist ein Wälzgetriebe bekannt (DE-PS 8 ?.l 579), bei dem eine lastmoment-abhängige Verschiebung
von Wälzringen vorgesehen ist. Durch gieichsinniges VerschieDen der Wälzringe wird das Übersetzungsverhältnis der einen Hälfte des Doppelgetriebes kleiner
und das der anderen Hälfte großer.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Umlaufrädergetriebe der eingangs genannten Gattung
>5 bei einfachem Aufbau und geringem Raumbedarf dahingehend zu verbessern, daß eine automatische
Verstellung bzw. Anpassung des Übersetzungsverhältnisses in Abhängigkeit vom Lastmoment ermöglicht
wird.
Die Erfindung ist im Patentanspruch 1 gekennzeichnet und in Untenmsprüchen sind weitere Ausbildungen
und Verbesserungen der Erfindung beansprucht.
Die Erfindung ist besonders vorteilhaft bei solchen Getrieben, die insbesondere für Fahrzeuge, insbesondere
kleine Fahrzeuge, wie Golfkarren, Gartentraktoren, Schneepflüge oder dergleichen, verwendet werden. Ein
einziges Steuerglied reicht zum selektiven Bestimmen einer vorbestimmten Drehzahl innerhalb eines praktisch
unendlichen Bereichs mit Vorwärtsgang, Nullstellung und Rückwärtsgang de; Fahrzeuges aus, ohne daß
der Laufzustand des Antriebsmotors zu ändern ist. Besonders vorteilhaft ist dabei, daß auch ein automatischer
Überlastungsschutz durch Verkleinern des Antriebsverhältnisses erreicht werden kann und zwar
innerhalb einer vorbestimmten Begrenzungsbedingung von etwa 90% für den Antriebskoeffizienten der
Wälzelemente; hierdurch wird ein »Gesamtschlupf« vermieden und jederzeit ein Wälzkontakt sichergestellt.
Die Getriebeteile befinden sich im Gleichgewicht und
w stehen unter Federvorspannung, um die Schaltsteuerkraft
gering zu halten, und zwar insbesondere für Drehzahlen, die sich nahe der Nullstellung befinden, das
heißt, bei einer Antriebsdrehzahl von Null oder im wesentlichen Null, ohne daß der l.atifzustand der
Getriebeteile gestört wird. Die Umlaufräder sind im Bezug zur zentralen Antriebsachse selbststabilisierend
achsparallel. Die zu einer, im wesentlichen einzigen Baugruppe zusammengefaßten beweglichen Teile können
auch als ganzes zu Warnings- und Reparatur/wek-
bo ken aus dem Gehäuse heraus genommen werden.
Durch die Erfindung wird also ein verbessertes, mechanisches Getriebe, insbesondere Fahrwerkgetriebe,
mit einem einzigen Steuerglied geschaffen, bei dem ein erwünschter Bereich von Übcrsetzungsverhältnis-
h5 sen zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle
selektiv erhalten werden kann, ohne daß cine Kupplungsverbindung mit der Antriebsmaschine, /. B. einem
Brennkraftmotor, erforderlich ist. Das Getriebe umfaßt
eine Kombination vollständig mechanischer Reibrad-, zahnrad- und Umlaufrädersysteme, die unabhängig
davon immer miteinander in Verbindung stehen, ob das einzige Steuerglied zum Vorwärtsantrieb, Halten oder
Rückwärtsantrieb der Abtriebswelle betätigt wird. Bei ί dem im folgenden beschriebenen Ausführungsbeispiel
erfolgt bei steigender Last eine selbsttätige Verkleinerungsreaktion, und in Axialrichtung wirkende Hauptreaktionskräfte
sind durch den Umlaufmechanismus unabhängig, wjdurch beträchtliche Axialkraftkonipo- in
nenten, die auf Hauptlager des Mechanismus wirken, vermieden und die erforderliche Kraft zur selektiven
Steuergliedbetätigung auf sehr kleine Werte reduziert wird.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nächste- ΐϊ
hend anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigt
Fig. 1 einen Längsschnitt durch das Fahrgetriebe;
Fig.2 eine Ansicht des rechten Endes des Getriebes
nach Fig.! nach Entfernen der rechten Abdeckung und der Abtriebs-Baugruppe; -n
Fig.3 eine perspektivische Explosionsansicht des Umiaufräderträgers des Getriebes;
Fig.4 eine linke Endansicht des Getriebes nach
Fig. 1, wobei das Gehäuse teilweise weggebrochen ist und Steuerteile gezeigt sind; -'ϊ
F i g. 5 eine Seitenansicht von Steuerteilen;
Fig.6 eine perspektivische Explosionsansicht einer
lastabhängigen Schaltsteuereinrichtiing von Fig. I. wobei Teile weggebrochen sind, um die Beziehung
zwischen den Elementen zu veranschaulichen; n>
Fig. 7 eine Draufsicht auf eine Kurvenplatte in der Schaltsteuereinrichtung;
Fig.8 und 9 eine Draufsicht bzw. eine Seitenansicht eines inneren Verbindungselements in der Einrichtung
nach F i g. 1; »
Fig. 10 die Federkennlinien von in der Einrichtung nach F i g. I verwendeten Federn, und
Fig. 11 Leistungskennlinien des Getriebes nach Fig. 1.
Das Fahrgetriebe nach F i g. 1 nimmt die kontinuierliehe
Antriebsumdrehung einer Antriebswelle 10, z. B. einer nicht gezeigten Brennkraftmaschine, auf und
wandelt diese in Vorwärtsantrieb, Leerlauf (Anhalten) oder Rückwärtsantrieb einer Abtriebswelle 11 um
entsprechend der selektiven Längsstellung eines einzigen Schalt- oder Steuerhebels 12. Das Getriebe wird im
Zusammenhang mit einem Kleinfahrzeug, z. B. einem Rasen- oder Gartentraktor, erläutert, der einen Motor
mit zwischen 10 und 20 PS aufweist; das Prinzip ist jedoch in weiterem Umfang anwendbar. Eine Fernbetä- w
(igung des Schalthebels 12 hängt von den gegebenen Möglichkeiten ab, wobei das nach außen vorstehende
Ende des Schalthebels 12 entsprechend angeschlossen werden muß.
Das Getriebe ist in einem rekiiiv kleinen becherform! M
gen Gehäuse 1.3 enthalten, in dessen geschlossenem Ende die Antriebswelle 10 durch ein Wälzlager 14
gelagert und durch eine geeignete Abdicht-Vorrichtung 15 dicht angeordnet ist. Der Schalthebel 12 ist von
einem oberen Teil des geschlossenen Endes des ω Gehäuses 13 verschiebbar gehaltert und durch die
Dichtung 16 abgedichtet. Das Gehäuse 13 ist durch eine lösbare Endhaube 17 verschlossen, die eine mittige
Nabe aufweist, in der die Abtriebswelle 11 in
voneinander beabstandeten Nadel- und Kugellagern 18, hi
19 gelagert und durch die Dichtung 20 abgedichiet ist. Die Wellen 10, 11 hiben teleskopartige Enden mit
dazwischen angeordneten Nadellagern 21, und ein Abtriebskegelrad 22s>mbolisiert eine Last.
Im Gehäuse 13 ist als Teil einer auf der Antriebswelle
10 angeordneten vollständigen Baugruppe ein Umlaufräderlräger 25 drehbar in Lagern 26 angeordnet; er
positioniert mehrere Umlaufreibräder 27 in Winkeianordnung und mehrere Umlaufzahnräder 28 in gleichen
Winkelabständen in Verbindung miteinander. Bevorzugt sind drei Reibräder 27 und drei Zahnräder 28
vorgesehen. Jedes Reibrad 27 weist vorsiehende drehbare Lagerenden 29 auf, die in Nadellagern 30 in
Schiebern 31 drehbar sind, die ihrerseits in Radialleiischlitzen 32 im Träger 25 geführt sind, wie noch unter
Bezugnahme auf F i g. 3 erläuiert wird.
Jedes Reibrad 27 ist ein einziges unbiegsumcs Element, das zwei gleiche WälzkontaktfläL-hen 33, 33'
aufweist, die abgestumpft-toroid und konkav sind, die
Wälzkontaktflächen 33, 33' sind in im wesentlichen axial-entgegengesetzter und nach radial außen verlaufender
Richtung abgeschrägt, und jede Fläche 33, 33' kann die L'mdrehungsfläche eines Kreisbogens um eine
Achse außerhalb des Kreises, in dr ,. der Bogen liegt, sein.
Das Reibrad-Un'laufrädergeiriebe umfaßt zwei gleiche
innere Zentralradreibräder 35, 35', die unabhäng'g voneinander und verkeilt axial verschiebbar auf einer
Antriehshülse 36 angeordnet sind, die mittels des Einlegestückes 37 auf die Antriebswelle 10 gekeilt ist;
eine Verbindung in Form einer axial biegsamen und torsionsfesten Platte oder eines Keils 34 (vgl. auch die
Fi g. 8 und 9) dient zum Herstellen eine.- Keilverbindung
zwischen der Hülse 36 und örtlichen Keilnuten 34' in den Reibrädern 35, 35'. Ihre Außenflächen sind konvex
und entgegengesetzt geneigt orientiert, wobei jede bevorzugt die Rotationsfläche eines Kreisbogens ist,
dessen Radius kleiner als der des die Wälzkontaktflächen 33, 33' definierenden Kreisbogens ist. Gegenüberliegende
Tellerfedern 38 sind auf der Antriebshülse 36 durch Sicherungsringe 39 gehalten, um die Reibräder 35,
35' in axialer Richtung mit vorbestimmtem Druck gegen die entsprechenden Wälzkontaktflächen 33, 33' vorzuspannen,
so daß eine nach radial außen gerichtete Kraft ausgeübt wird, die dazu tendiert, die Umlaufreibräder 27
nach außen zu verschieben. Dieser Verschiebung und Kraft wird durch eine gleiche, wach axial innen
gerichtete Druckkraft entgegengewirkt, die von zwei Reaktions- bzw. Stützringen 40, 40' ausgeübt wird, die
im Gehäuse 13 drehfest gelagert sind. Diese Halterung und die Einstellung und Änderung der Druckkraft auf
die Stützringe 40, 40' wird später noch erläutert, und zwar im Zusammenhang mit der Steuerung durch die
Schaltstange bzw den Schalthebel 12 und der lastabhängigen Zurückschaltmechanik. Die nach innen
gewandten Wälzkontaklflächen der Slützringe 40, 40' sind -'it! diejenigen der inneren Zentralräder 35, 35' als
eine Rotationsfläche eines Kreisbogens definiert, dessen Radius kleiner als cierjenigc des die Wäl/koniaktflächen
33, 33' definierenden Kreisbogens ist.
Das aus miteil.ander kämmenden Zahnrädern bestehende
Umlaufrädergetriebe umfaßt ein als Antriebsrad dienendes inneres Zentralzahnrad 41, das mittels des
Kinlegestückes 37 auf die Welle !0 aufgekeilt und zwischen Sicherungsringen 42, 43 axial zusammen mit
der Hülse 36. den inneren Laufringen der Lager 14, 26 und axialen Abstandselementen 44, 45 gehalten ist. Das
Antriebs/cntralzahrrad 41 steht dauernd mit den Umlauf/.ahiiriuiern 28 in Eingriff, und letztere stehen
dauernd mit den nach innen gewandten /ahnen eines Zahnrings 46. das auf die Ablriebswelle 11 gekeilt ist, in
Kontakt, leilcs Umliuif/ahnrad 28 ist mittels Nadellagern
47 an einem Stüt/stift 48 gesichert (vgl. die Ii g. I.
2 und 3), der durch cm I.lernen! 49 mit einem Teil ties
Umlaufrädertriigers 2? fest verbunden ist.
Her Träger 25 (l;ig. 3) umfaßt im wesentlichen ein
Träger-Gußstück 50 und eine Zahnradkäfig-Untergruppe
51. die durch Bolzen 52 miteinander verbunden sind. Das Gußstück 50 ist an seinem in Lagern gehaltenen
Ende 53 im wesentlichen ein kontinuierlicher plattenförmiger Ring, der mit einstückig ausgebildeten Winkel-Segmenten
54 geformt ist, die sich in axialer Richtung erstrecken und winkclmäßig voneinander bcabstandel
sind entsprechend dem Umlaufräderspiel an den jeweiligen radialen l.cilschlit/en 32. Die Zahnradkäfig
Untergruppe 51 umfaßt Ringplatten 55, 56. die durch Abstandsnietc 57 in axialer Richtung beabstundet
gehaltert sind. Die Platte 55 hai drei l.appcnvorsprünge.
die ein sicheres Verbolzen dieser Lappen mit den entsprechenden Segmenten 54 ermöglichen: die Platte
5b ist kreisförmig und weist an winkcitiiaßig bcabstandctcn
Stellen Bohrungen /ur Aufnahme der drei Zahnradachsen 47 auf. Wie am besten aus ί i g. 2
ersichtlich ist. verlaufen die miteinander fluchtenden Mittenöffnungen 55', 56' der Platten 55, 56 mit
Spielraum um die Zähne des Zahnrads 41.
['s wird jetzt die drehfeste Halterung und die Druckeinstellung der .Stützringe 40,40' erläutert, wobei
hauptsächlich auf die Fig. 4 —b Bezug genommen wird,
um die Mechanik zu erläutern, durch die die einer Drehung entgegenwirkende drehfeste I laltcrung fi'ir die
Stell- bzw. Stützringe 40, 40' gebildet wird und eine
selektiv angewandte steuernde Positionierung des Schalthebels 12 einer automatischen lastabhängigen
Korrektur unterliegt. Im wesentlichen umfaßt die Mechanik eine drehelastische Aufhängung einer in
axialer Richtung vorbelasteten Druckbaugruppe, die im unteren Teil von F i g. 6 als Explosionsansicht gezeigt ist.
und eine nockenbetätigte Einheit des Gehäuses, die dem Schalthebel 12 zugeordnet ist und als Baugruppe in
bezug auf die Druckbaugruppe versetzt (längs der Fluchtlinie 60) gezeigt ist. Die Schaltachse des
Schalthebels 12 verläuft parallel zur Mittenachse des Umlaufrädergetriebes (d. h. zur Achse der Stützringe 40,
40). Eine gewählte Positionierung des Schalthebels 12 wird über eine Steuerkurvenscheibe 61 und einen als
Schaltgabel 62 ausgebildeten, gewölbten Nockenfolger. der über den Zapfen 63 mit einer in axialer Richtung
festgelegten Stelle im Gehäuse in Beziehung steht, in entsprechende Druckwirkungsänderungen übertragen.
Es sind zwei Schwenkzapfen 63 an im wesentlichen diametral gegenüberliegenden Stellen an den Armen
der Schaltgabel 62 vorgesehen, und eine Nockenfolgerolle
64 am Mittenpunkt der Schaltgabel 62 folgt der Schalthebelstellung über eine schloteförmige erste
Steuerkurve 65 in der Kurvenscheibe 61. Ein Stabilisierungskanal 64' bildet einen Teil der Hülse bzw. Buchse
68 in Form einer axial verlaufender· Nut zum Leiten des nach radial innen vorstehenden Endes des die
Nockenfolgerolle 64 haltenden Stifts, und das äußere gewölbte Längsprofil der Wandungen des Kanals 64'
verleiht dem Nockenfolgegliedbereich im Verlauf der Schwenkbewegung der Schaltgabel 62 um die Achse des
Zapfens 63 Torsionsfestigkeit. Die Rahmen-Bezugspunkte für die Zapfen 63 sind nach F i g. 2 durch zwei
gleiche diametral gegenüberliegende Blöcke 66 gebildet, die am Gehäuse 13 gesichert sind und deren jeder
einen gewölbten Leitkanal in Form einer Nut 67 aufweist, in der der Zapfen 63 axial so eingeschlossen ist.
daß er für eine bogenförmige Verschiebung eine
begrenzte Bewegungsfreiheit hai.
Die Druck-Baugruppe umfaßt eine äußere Buchse 68
und im Abstand dazu eine als Haltering 69 dienende Buchse, die in axialer Richtung an den Slülz.ringcn 40,
40' anliegen. Der Radius, mit dem die Buchse 68 somit am Siüizring 40 anliegt, ist in Fig. 6 durch eine
Schraffierung zwischen beabstandclcn gekrümmten Strichlinicn bei 68' angegeben; dei andere Siützring 40'
sitzt in einem Festlegerami und an einem llaiipttcil 69'
des !tailorings 69. Die Buchse 68 umfaßt voneinander beanstandete Haltearme 70 mit Ausnehmungen 70' zum
Anliegen und Abtasten der momentanen axialen Lage eines ersten Kurbelbereichs bzw. Nockens 71 jedes
Schallarms bzw. Jocharms, während ein zweiter Nocken 72 jedes |ocharms für ein gleiches Abtasten der axialen
Lage durch den Haltering 69 benutzt wird. Da die Nocken 71,72 auf gegenüberliegenden Seilen der Achse
des .Schwenkzapfens 63 liegen, sind die axialverschiebungen
der Buchse 6». bzw. des iiaitcrings 69 bei Jochbctätigiing gleich und entgegengesetzt. Steif-nachgiebige
Tellcrfedern 74 dienen dazu, die Stützringe 40, 40' mit einer Druckbelastung der Buchse 68 bzw. des
Halteringes 69 zu beaufschlagen; die äußere radiale Begrenzung der Tellerfcdern 74 wirkt (in den Fig. 1. 5
und 6 nach rechts) auf die Buchse 68. während ein sich diametral erstreckender Bügel 75 mit einer gleichen und
entgegengesetzten Kraft von der inneren Begrenzung der TeUerfedern 74 beaufschlagt wird, zwei Verbindungsstangen
bzw. Bolzen 76 verbinden diametral gegenüberliegende Enden des Bügels 75 mit entsprechenden
diametral entgegengesetzten Stellen auf dem Teil 69'. so daß die auf den Bügel 75 wirkende
Federkraft unmittelbar in eine Federkraft auf den Haltering 69 (nach links in den Fig. I. 5 und 6)
übertragen wird. Jede Verbindung eines Bolzens 76 mit einem Ende des Bügels 75 umfaßt (vgl. Fig.6) ein
Verbindungselement 77 mit einem Längskanal zur Aufnahme und Festlegung des zugehörigen Bolzens 76;
der Kanal liegt seinerseits in einem nach außen geschlitzten Ende des Bügels 75. Flansche 78 an jedem
Verbindungselement 77 wirken an den Rändern jedes Endschlitzes des Bügels 75 gegen dieses, und eine
Unterlegscheibe 79 unter dem Kopf jeder Verbindungsstange liegt an den Flanschen 78 des benachbarten
Verbindungselements 77 an. Schließlich wirkt eine Ausnehmung 72' an einem in Längsrichtung mittigen
Bereich jedes Verbindungselements 77 mit dem Nocken 72 zusammen zum Ansprechen auf eine Verschiebung
der Nockenfolgerolle 64.
Aus der vorstehenden Erläuterung ist ersichtlich, daß der momentane axiale Abstand der äußeren Stüi^ringe
40, 40' immer und ausschließlich eine Funktion der momentanen Winkelstellung der Schaltgabel 62 um den
Zapfen 63 ist. Die Kraft mit der dieser Abstand der Stützringe 40, 40' erhalten wird, ist die Kraft die zum
Erreichen eines Gleichgewichtszustands mit der momentanen nach radial außen wirkenden Verschiebekraft
der Umlaufreibräder 27 erforderlich ist. Der relativ große mechanische Vorteil aufgrund des Überwiegens
des Radius Ri der Nockenfolgerolle über die Radien R2
der Betätigungskurbel (vgl. F i g. 5) bedeutet eine entsprechend verringerte Reaktionskraft gesehen längs
der Verschiebeachse des Steuerhebels 12. Bevorzugt wird jedoch die Kraftkennlinie der Federn 74 so
gewählt daß eine Vorbeiastungskraft derart entgegengesetzt zu der nach radial außen wirkenden Verschiebekraft
der Reibräder 27 erzeugt wird, wodurch eine
Neutralstellung der Schaltgabel erhalten bleibt. Damit
ergibt sich bei jeder Einstellversehicbung des Schalthebels 12 aus seiner Neutralstellung nur eine Ausgleichsbetätigung der jeweiligen linden der Druck-Baugruppe,
so daß die Steuerkraftgrößen relativ niedrig gehalten werden können und sich eine möglichst kleine
Rückwirkung auf das Gehäuse oder auf die Steuermechanik ergibt.
Die beiden Verbindungsstangen b/w. Bolen 76
durchsetzen miteinander fluchtende Festlegeöffnungen in jedem Stützring 40, 40' und in der in der Radialebene
verlaufenden Wand jede1. Haltearms 70. wodurch eine winkelmäßig verkeilte F.inhcitlichkcit aller Teile der
Baugruppe gewährleistet ist. Ferner hat der Haltering 69 diametral gegenüberliegende Paare von winkelmäßig
beabstandeten Armen 80; zwischen jedem Armpaar sitzt eine durch Druck vorgespannte Feder 81 auf
Unterlegscheiben 82. Kin beträchtlicher Teil jeder Unterlegscheibe 82 ragt in bezug auf die Arme 80 nach
radiai außen zur dreheiasiischen gegenwirkenden Anlage an benachbarten Seitenwandbereichen von
diametral gegenüberliegenden Ausnehmungen 83 im Gehäuseteil 17; diese Ausnehmungen sind aus F i g. 4
ersichtlich; in F i g. 2 sind jedoch die Federn 81 weggelassen, um die Leitblöcke 66 für die Jochschwenkbewegung
besser zu verdeutlichen.
Die obere drehfeste Steuerbaugruppe von F i g. 6 umfaßt ein unregelmäßig viereckiges Halteglied 85 aus
geformtem Metallblech, das voneinander beanstandete hochkantige Vorsprünge 86, 87 als Führungen für den
Schalthebel 12 aufweist, die jeweils ein Teil von Versieifungsendflanschen 88 bzw. 89 sind. Die äußeren
Enden des Flanschs 89 sind größer, um ein sicheres Verbolzen mittels Gewindebolzen 90 mit dem Inneren
des Gehäuses 13 zu ermöglichen (vgl. auch F i g. 2): der Zwischenabschnitt des unteren Rands des Flanschs 89
ist bei 89' ausgeschnitten zur enganliegenden Aufnahme der Kurvenscheibe 61. An seinem axial inneren Ende ist
der Schalthebel 12 hinterschnitten zur Bildung einer ebenen, diametral verlaufenden Fläche, so daß eine
Buchse 91 zum richtigen Beabstanden der Schwenkverbindung der Kurvenscheibe 61 am Schalthebel 12
mittels eines Schwenkzapfens 92 stabilisiert auf dem Schalthebel 12 sitzt. Ein Mittenbereich 93 des
Schalthebels 12 ist in gleicher Weise hinterschnitten, wodurch sich ein Arbeitsspiel mit dem Nocken 64 ergibt
und eine Nietbefestigung eines eine Nut aufweisenden Stifts 94 zur geführten Halterung der Kurvenscheibe 61
über ihren Schwenkbereich ermöglicht wird. Wie am besten aus F i g. 7 ersichtlich ist. weist die Kurvenscheibe
61 eine erste schlitzförmige Steuerkurve 65 und eine zweite Steuerkurve 95 auf; ein erster Abtaststift 97 ist
am Halteglied 85 gesichert und läuft ununterbrochen auf der Steuerkurve 95 ab. und das Nockenfolgeglied 64
läuft ununterbrochen auf der Steuerkurve 65 ab.
Eine axiale Verschiebung des Schalthebels 12 bewirkt,
daß der Abtaststift 97 im Zusammenwirken mit der Steuerkurve 95 die Kurvenscheibe 61 um die Achse des
Schwenkzapfens 92 verschwenkt. Dieses Verschwenken der Kurvenscheibe 61 ändert die momentane Lage des
Abtastglieds 64 längs der Steuerkurve 65. Gleichzeitig ist die Kurvenscheibe 61 gemeinsam mit dem Schalthebel
12 in Längsrichtung verschoben worden, so daß der Schaltgabel 62 eine Drehbewegung um den Schwenkzapfen
63 erteilt wird und dadurch der axiale Abstand und damit die Druckkraft der Stützringe 40, 40' sowie
der Vorspannzustand der Federn 74 direkt geändert werden.
Die Steuerkurve 95 umfaßt nach F i g. 7 zwei Endbahnen Λ und H eines zweiläufigen Profils, und die
Sleuerkrurve 65 umfaßt einen mittigen Abschnitt C mit
konstantem Radius um den Schwenkzapfen 92 und divergente Endbahnen D und /f, so daß insgesamt ein
Zick-Zack-Profil gebildet ist. Die Bedeutung dieser Bahnverläiife wird noch näher erläutert. Für jede
vorgegebene Schalthcbclstellungswahl und entsprechende
Längsstellung der Kurvenscheibe 61 ergibt sich eine entsprechende Winkeleinstellung derselben um den
Schwenkzapfen 92 durch Zusammenwirken des Abtaststifts 97 mit der Steuerkurve 95; ferner wird für jede
vorgegebene I.ast-Drehmonientrückwirkung, die weitere
Kompressionsverschiebung der Federn 81 bedingt, die Lage des Abtastglieds bzw. Nockens 64 längs der
Steuerkurve 65 entsprechend so weit geändert sein, daß das Abtastglied in Abhängigkeit von der Richtung der
Drehmomcntrückwirkung in eine der Endbahnen D, F. eintritt.
jede FositioiiüäfiueiUMg lies AuS'ihmuS lief S'iüiZfiftgc
40, 40' ist von einer Stellungsverschiebung der Planetenräder 27 in radialer Richtung gegen die
Kompressions-Vorspannung der Sonnenräder 35, 35' aufgrund der gemeinsamen Wirkung der Federn 38
begleitet. Die Federn 74 dienen nur zum Entlasten der am Schalthebel 12 auftretenden resultierenden Kraft;
die Kennlinie und die Vorspannkraft der Federn 74 sind so gewählt, daß sie die momentane Axialkraft-Rückwirkung
von den Vorspannfedern 38 im wesentlichen ausgleichen. In bezug auf die Positionierung des
Schalthebels 12 hängt das Fahrgetriebe-Gesamtverhältnis immer primär von der momentanen Positionseinstellung
des Schalthebels 12 und zweitens von derjenigen korrigierenden Änderung des Schwenkwinkels der
Schaltgabel 62 ab, die für eine solche Einstellung aufgrund des Last-Rückwirkungseinflusses auf die
gegendrehenden Federn 81 und die Steuerkurvenglieder 65, 64 erreicht wird. In bezug auf das erläuterte
Ausführungsbeispiel, bei dem Vorwärtsantrieb. Halteoder Leerlaufbetrieb und Rückwärtsantrieb selektiv
erhalten werden können, wird die Leerlaufstellung (Antriebsdrehzahl Null) sowohl unter Lastbedingungen
als auch bei Nichtvorhandensein einer Last erhalten. Die zum Erreichen der Leerlaufstellung erforderliche
Schalthebelstellung ist immer die gleiche, aber der Nocken 64 nimmt je nach dem Lastzustand verschiedene
Stellungen im Mittenbereich C der Steuerkurve 65 ein. In jedem Fall wirken jedoch die vorher erwähnte
Federrückwirkung zwischen den inneren Federn 38 und der Ausgleichseffekt der äußeren Federn 74 immer auf
die Vorrichtung ein; Fig. 10 dient zur Veranschaulichung dieser Feststellung.
Als Federn 38 und 74 werden bevorzugt Tellerfedern verwendet, da sie — bei axialen Durchbiegungen über
den Wert hinaus, an dem ihr positiver Federkonstantenkoeffizient endet — einen negativen Federkonstantenkoeffizienten
haben. Dieser Positiv-Negativ-Charakter des Tellerfederkoeffizienten trifft sowohl auf solche
Federn zu, die nur einfache kegelstumpfförmige Tellerfedern sind, als auch auf Federn, die z. B.
zusätzliche radiale Schlitze aufweisen. Die Bezeichnung »Tellerfedern« stellt also keine Einschränkung auf
einfache kegelstumpfförmige Tellerfedern dar. Bei der Anwendung sind die Federn 38 derart vorgespannt, daß
sie jederzeit im negativen Federkonstantenbereich ihrer Koeffizienten arbeiten.
Fig. 10 zeigt die Anwendung der äußeren vorgespannten
Ausgleichsfedern 74 gegenüber der Vorspann-
kraftrückwirkung der Tellerfedern 38 der Sonnenräder.
Die Vollinie A stellt die Kennlinie der Ausgleichsfcdern 74 dar, wobei die Axialkraft F als zunehmendes
Übersetzungsverhältnis Cl angegeben und die Vorwärtsrichtung
als positiv angenommen ist. Der ausgewählte Anwendungsbereich der Feder 38 erstreckt sich
über den Kurv:nabschnitt mit negativer Fcderkonstanten zwischen den Grenzlinien 100, 101 des Vorwärts-
und Rückwäi isantricbs, d. h. der Drehzahl der Abtriebswelle 11 in bezug auf die Drehzahl der Antriebswelle 10.
Dieses Übersetzungsverhältnis ist in der Neutralstellung 102 Null. In Klammern ist angegeben, daß bei größeren
Übersetzungsverhältnissen in Vorwärtsrichlung die Stützringe 40, 40' stärker zusammengedrückt werden
(die Feder 74 wird weniger zusammengedrückt) und daß bei verringerten Übersetzungsverhältnissen einschließlich
Rückwärtsantrieb die Stüt/ringe 40, 40' stärker voneinander weg verschoben werden (die Feder 74 wird
stärker zusammengedrückt), und /war entsprechend
.» M t "IK,..- ,Un U..>·..>, I. KH
führen des Schallhebels 12 in seine Neutralstellung
auftretende Luftwiderstand zu berücksichtigen ist.
F i g. 5 zeigt zusätzlich ein Merkmal, durch das sich
eine stärkere Federkraft ergibt, die die Schaltgabel 62 und sein Abtastglied bzw. den Nocken 64 von extremen
Verschiebestellungen wegdrückt. Dazu hat ein Schiebearm 98 durchbohrte, nach oben abgebogene linden und
ist aufgekeilt in Längsrichtung längs einer im Schnitt viereckigen Führungsstange 98' verschiebbar, die im
Gehäuse 13 gesichert ist. Ferner hat der Arm 98 gegabelte Ansätze, die dauernd die Längsstclliing eines
Teils der Schaltgabel 62 abtasten, wenn diese sich um den Schwenkzapfen 63 bewegt: eine Kompressionsfeder
99 an der l.eitstange 98' ist /wischen Fesilegestiflen
99' durch die l.eitstange 98' vorgespannt. Wenn clic Schaltg.ibel 62 nach rechts (Drehzahlwahl in Vorwärtsrichtung)
verschoben wird, drückt das linke F.nde /lfis
S'.-Iiiebearms 98 die leder 99 weiter zusammen und
entlastet somit die Feder 99 von dem linken Haltestift 99
100 nach F ig. 10 werden also die bei 101 am weitesten
voneinander getrennten Stüt/ringe 40, 40' während des Schaltens durch die Neutralstelliing weiter zusammengebracht;
während dieses Schaltens durch ilen Bereich 101, 100 wird (Ii1J Feder 74 progressiv ausgedehnt oder
zusammengedrückt, aber aufgrund ihres Betriebs mn
negativer Federkonstanten in diesem Bereich nimmt die Vorspannkrafl der Feder 74 zu. Aus dem gleichen
Grund sind Schaltverschicbungen, die die Stüt/ringe 40, 40' weiter auscinanderbewegen. von einer abnehmenden
Vorspannkraft der Feder 74 begleitet.
In einem angenommenen Fall, in dem die »Neutral«-
Stellung das erwünschte Gleichgewicht herstellt (d. rider Schalthebel 12 hegt in der Neutralstellung, und bei
22 findet nur eine geringe oder keine Last-Drehmomentrückwirkung
statt), ergibt sich die durchbrochene Reaktionskennlinie B der vorgespannten Zentralradfedern
38 (vgl. .Strichlinienkurve in Fi g. 10) als eine sich
ausbreitende Verschiebekraft zwischen den .Stützringen 40, 40', d. h. ein im Gegenuhrzeigersinn erfolgendes
Reaktionsmoment auf die Schaltgabel 62 (gesehen nach den F i g. 5 und 6). Die Kraft ist so gewählt, daß sie die
Vollinienkurve A' am /-Neutral« Punkt 102 schneidet oder ausgleicht. Bei jeder Schalthebelverschiebung aus
der Neutralstellung und in Vorwärtsrichtung entwickelt sich zwischen dem inneren und dem äußeren Federsystem
(wobei das Federsystem 38 dominiert) eine Richtungsdifferenzkraft F,; das Außenringzusammendrücken,
begleitet von der F.ntwicklung dieser Kraft F1.
bewirkt eine nach radial innen erfolgende Verschiebung der Umlaufräder 27 und ein Sichausbreiten der
Zentralräder 35, 35' (mit gleichzeitiger Änderung des Abtriebs-Übersetzungsverhältnisses). Und aufgrund der
erwähnten negativen Federkonstanten aller Federsysteme wird die erforderliche Umlaufräderverschiebung
schnell mit nur wenig erhöhtem Widerstand erreicht. Bei einer Schalthebelverschiebur.g aus der Neutralstellung
in Rückwärtsstellung entwickelt sich eine ähnliche, jedoch entgegengesetzt gepolte geringe Differenzkraft
F2 (wobei das Federsystem 74 dominiert), so daß die
nach radial außen erfolgende Verschiebung der Umlaufräder 27 (aufgrund der gleichzeitig in axialer
Richtung erfolgenden Verschiebung der Räder 35, 35') schnell aufgenommen wird. Für jede am Schalthebel 12
gewählte Drehzahl sind die höchsten Reaktionskräfte F1, Fi zwar von relativ geringer Größe, jedoch von
solcher Polarität, daß sie die Vorrichtung in die
Neutralstellung zurückführen, wobei der beim Zurück-
Schaltgabcl 62 in die Ncutralstellung oder eine Stellung
unterhalb der vollen Vurwärtsdiehzahlstcllung zurückzubringen.
Das gleiche erfolgt bei Rückwärtsdreh/ahlwalil.
wobei das rechte l.nde des Schiebcarms 98 die Feder 99 weiter zusammendrückt, so daß die Feder 99
dazu neigt, das loch 62 in eine mittigere Lage zurückzubringen.
Bei einem Ausführungsbeispiel eines Getriebes, bei
dem ein 20 PS-Motor die Antriebswelle 10 über einen
Übersetzungsverhältnisbereich nach Fig. 10 antreibt und die Bereichsgrenzen 100 bzw. 101 +0,4:1 bzw.
— 0.15 : ! sind, wurde ein Umlaufrädergetriebe-Übersctzungsverhältnis
von 2 : 1 verwendet, wobei das Zahnrad 41 bzw. der Zahnring 46 jeweils 28 bzw. 56 Zähne haben
und drei je 11 Zähne aufweisende Umlaufzahnräder 28
in einem Kreis mit einem Durchmesser von 91.4 mm umlaufen. Gleichzeitig werden bei dem Getriebe
Umlaufreibräder 27 verwendet, wobei der Krümmungsradius der konkaven Wälzkontaktfläche J5,1 mm
beträgt und ein 40 -Bogen dieses Radius dazu verwendet wird, jede konkave Rotationsfläche zu
bilden. Dabei liegt der Mittelpunkt des Krümmungsradius 40.1 mm versetzt von der Radachse; zum Zusammenwirken
mit dieser Planetenradvorrichtung hat jedes Zentralrad und jedes Reaktionsrad eine konvexe
Wälzflächenkrümmung mit einem Radius von 27.07 mm. wobei ein 40 -Bogen dieses Radius um 25.4 mm zur
Sonnenradachse versetzt ist und ein 20°-Bogen dieses Radius um 92,2 mm von der Achse der Stützringe 40,40'
versetzt ist, um die jeweiligen konvexen Rotationsflächen zu bilden. Die Teile laufen in einem Reiböl (z. B.
einem Synthesekohlenwasserstoff-Getriebefluid).
In der Neutral-Stellung der Schaltgabel 62 ist bei dem
spezifischen Ausführungsbeispie! der effektive Radius der Umlaufkreisbahn der Umlaufreibräder 27 derart,
daß der Radträger 25 mit etwa V3 der Antriebswellendrehzahl
umläuft, und zwar in gleicher Richtung wie die Antriebswelle 10. Bei Vorwärts-Abtriebsdrehzahlen an
der Abtriebswelle 11 läuft der Träger 25 mit mehr als V3
der Antriebswellendrehzahl um. z. B. ca. 2/j der
Antriebswellendrehzahl. Bei Rückwärts-Abtriebsdrehzahlen läuft der Träger 25 mit weniger als V3 der
Antriebswellendrehzahl um. z. B. mit ca. V1 der
Antriebswellendrehzahl. In jedem Fall bestimmt der effektive momentane Radius der Uniaufkreisbahn der
Umiaufräder die Umlaufdrehzahl des Trägers, und die momentane Schwenklage der Schaltgabel 62 bestimmt
den effektiven Radius der Umlaufkreisbahn. Bei
Vorwcirtsantrieb einer Last nimmt das Gehäuse 13 über
die Federn 81 und die Auöcnring-Druckbaugruppc
(unterer Teil von F i g. b) eine erste Richtung eines GcgcndreluTioments auf; bei Rückwärtsantrieb einer
Last tritt in der Gegenrichtung ein gleiches Gegendrehmoment auf. Der Nocken 64 wird entsprechend der
Richtungsgröße solcher lastabhängiger Drehmomentrückwirkungen verschoben, nachdem sich eine vorbestimmte
Größe des Last-Rückwirkungsdrehmoments über den durch die Vorspannung der Federn 81
bestimmten Schwellenwert hinaus entwickelt hat.
Die vorstehenden Erläuterungen werden durch Γ i g. 11 deutlicher, in der das Abtriebsdrehmoment M,ib
an der Abtriebswellc Il als eine Funktion des
(icsamtübersctzungsverhältnisses l/g des Fahrgetriebes
dargestellt ist. F i g. Il ist für den oben genannten
Übersetzungsbereich, d.h. /wischen —0,15:1 und
+ 0,4 : t, gezeichnet, und für jede von sieben ausgewählten .Schalthebelstellungen für Vor»värtsantneb und jede
von ilrri .Srhiilthrhnktplliinupn für Rück w:trls;uitriph ist
eine Anspreclikurvenschar angegeben. Die Grenzen des
Betriebsber. -chs sind im Vorwärtsanlriebsbereieh durch eine ersle schräge Linie 103, deren begrenzender
Antriebskoeffizient // mit 0,9 für einen Zentralrad-Umlaufrad-Wälzkontakt
angenommen ist (d. h. nicht durch den Gesanitschlupf verschlechtert), und durch eine
zweite schräge Linie 104 für den gleichen Begrenzungskoeffizienten // in bezug auf den Kontakt zwischen
Umlaufrad und Stützring definiert. Im hier betrachteten begrenzten Rückwärtsantrieb ist nur der zentralradiJmlaufrad-Wälzkontakt
bei μ = 0.9 begrenzend (vgl.
die Linie 105).
Bei einer Drehzahlwahl von Null und unterhalb des Last -Dreh mom ent- Sch wellen reaktionsmotnents der
Federn 81 hat die Schaltstange 12 die Kurvenscheibe 61 mittig positioniert, wobei der rahmenbe/ogene Abtaststift
97 im Bereich /wischen den Schenkeln A. B der Steuerkurve 95 liegt, und der Nocken 64 ist im mittleren
Bereich C der Steuerkurve 65 zentriert. Nach F i g. 7 sind die Mitten dieser Steuerkurvenabtastglieder in
bezug auf ihre Steuerkurven bei 97' bzw. 60 definiert.
Wenn Vorwärtsantrieb gewählt wird und die Schaltstange 12 etwa zu 70% ihrer möglichen
Vorwärtsantriebs-Verschiebung eingeschoben wird,
wirkt der Abtaststift 97 mit dem Bereich A der Steuerkurve 95 zusammen, erteilt der Kurvenscheibe 61
eine Verschiebebewegung im Uhrzeigersinn um den Schwenkzapfen 92 (vgl. F i g. 7), bewegt den Nocken 64
in die Nähe der Verbindungsstelle der Bereiche Cund £"
der Steuerkurve 65 und verschiebt die Schaitgabel 62 in eine »Vorwärts«-Stellung (vgl. F i g. 5). Die Umlaufreibräder
27 müssen daher um eine Umlaufbahn mit kleinerem Radius umlaufen, die ein in axialer Richtung
erweitertes Neupositionieren der Zentralenreibräder 35, 35' gegen die Vorspannung der Fede.n 38 für den
bestimmten gewählten Vorwärtstrieb darstellt. Diese Kreisumlaufbahn kann sich mit zunehmender Last-Drehmomentreaktion
gering verkleinern infolge von geringem drehmomentbedingtem »Kriechen« oder Kontaktschlupf aufgrund des Antriebsfluids. so daß die
Drehmoment-Drehzahl-Charakteristik einer gleichmäßigen Kurve 106 folgt (bei der angenommenen
Drehzahlwahl). Die vorbestimmte //-bezogene Berechnungsgrenze
103 ist erreicht, wenn die Last-Drehmoment-Reaktion gleich dem zusammengefaßten effektiven
Vorspannmoment der Federn 81 ist. Drehmomente, die diese Vorspannung bei 81 übersteigen, sind somit
wirksam und erteilen dem Nocken 64 eine Teilumdre-
hung um die Achse eier Wellen 10, II. so daß d<s
Abtastglied in den Bereich ifder Steuerkurve 95 eintritt,
wodurch die axiale Trennung der Stiitzringe 40, 40' schrittweise oder inkrementell erweitert (oder nach
»unten verschoben«) wird. Der tatsächliche Effekt besteht darin, daß der Antrieb der Kurve 103 für
sämtliche höheren Reaktionsdrehmomeiite oberhalb des Schnittpunktes der Kurve 106 mit dieser folgt.
Dasselbe gilt für jedes Vorwärts-Übersetzungsverhältnis
entsprechend der Kurve 107. für das da angegebene /(-begrenzte Drehmoment auf einem
wesentlich niedrigeren Abtriebsdrehmomentniveau als bei der gewählten Überset/ungsverhäliniskurve für
70% erreicht wird.
Hei Rückwärtsantrieb wird die Schallstange 12 an tier
Neutralsteliung vorbei zurückgezogen, wobei der feste Abtaststift 97 in den Bereich B der Steuerkurve 95
eintritt, so daß die Kurvenscheibe hl im Gegenuhr-/eigersinn
verschwenkt und dadurch der Nocken 64 an der Verbindungsstelle /wischen den Hereichen ( und I)
der Steuerkurve 95 angeordnet wird. Bei jeder
gegebenen Rückwärts-Übersetziingseinsiellung der
Schaltstange 12 folgt das Drchmoment-Üljerset/iiiigsverhältnis
einer gleichmäßigen Kurve, repräsentiert durch die strichlinicrte Beziehung 108. bis die l.ast-Drehmomentreaktion
sich dem Vorspannmomcnt der Federn 81 nähert; danach werden die Federn 81 durch
erhöhtes Lastdrehmoment weiter zusammengedruckt, Wiis omen »herunterschaltenden« Fintritt dos Nocken
Minden Bereich Daer Steuerkurve 95 /ur Folge hut.
In allen Fällen wird der erwünschte //-begrenzte Zustand durch die Größe der Federvorspannung bei 81
bestimmt.
Der erläuterte Bereich des gewählten I Iberietzungsverhältnisses
ist pur beispielhaft, da »Neutral« eine
Funktion der effektiven Beziehung des I imlaufräderjmlaufbahn-Radius
in den Umlaufrad- und Zahnrad-Planetensystemen is·. F.in größerer Bereich mim Rückwärtsübersetzungsverhältnissen
auf Kosten eines kleineren Bereichs \on Vorwärls-Übersetzun^sverhältnissen
oder umgekehrt kann erhalten werden, indem die Radiusbeziehung zwischen Zentralrad und Stüt/nng bei
gegebener Umlaufradgröße und -kontur geändert w ird.
Einstellung und Wartung werden dadurch vereinfacht, daß die Lastreaktionsfedern 81 (eil der
Außenringbai:gruppe nach F i g. 6 sind und daß sie /u
Eichzwecken in Verbindung mit der Vorspanneinstellung
der Bolzen 76 herausnehmbar sind, bevor die Baugruppe in das Gehäuse 13 eingebaut wird. In diesem
Zusammenhang ist zu beachten, daß die äußeren oder Stützringe 40, 40' in bezug auf das Gehäuse »schwimmen«
oder »schweben«, da die angegebene Baugruppe auf der am Rahmen drehbaren Halterung der
Antriebswelle 10 gehaltert ist. wodurch sie zum gleichmäßigen Lauf und einer langen Lebensdauer des
Getriebes und ferner zu einer wesentlichen Toleranzverringerung zwischen diesen Ringen und dem Gehäuse
beitragen.
Nach den F i g. 8 und 9 hat der biegsame Keil 34 innere, an der Buchse in Anlage bringbare Keilnasen 109
in Quadraturbeziehung zu äußeren Kopplungsnieter. 110 zur Ausnutzung von Umfangsspannungen im
Körper des Keils 34 für eine maximale Drehmomentübertragung. Bevorzugt ist der Keil in seinem freien und
spannungslosen Zustand entsprechend F i g. 9 gekrümmt, so daß der Vorsprung 110 beim Eintritt in die
Ausnehmungen 34' der Zentralräder 35, 35' zu jeder Zeit axial voreesDannt ist: bevorzugt sind ferner die
Ausnehmungen 34' in radialer Richtung langgestreckt und groß (im Vergleich zur Größe der in sie
eingreifenden Nietabschnitte), wodurch ein schneller Ausgleich jeder momentanen Fehlausrichtung der
Sonnenräder in bezug auf die Welle 10 oder die Buchse 36 möglich ist.
Hierzu 4 Blati Zeichnungen
Claims (7)
1. Umlaufrädergetriebe bestehend aus einem Umlaufräderzahnrad- und einem Umlaufräderreibradgetriebe
mit stufenlos willkürlich einstellbarer Übersetzung und mit drehmomentabhängiger Überlagerung
der Übersetzungseinstellung, mit einer Antriebs- und einer koaxialen Abtriebswelle, zwei
axial verschiebbaren und konzentrisch zur Antriebswelle sitzenden und über Federn aufeinander zu
vorbelasteten inneren Zentralradreibrädern, einem auf der Antriebswelle gelagerten Umlaufräderträger
für mehrere Umlaufreibräder mit radial kontinuierlich geändertem Durchmesser, die mit den
Zentralradreibrädern und zwei am Gehäuse in Umfangsrichtung abgestützten und axial relativ
zueinander manuell mittels Schaltorganen verstellbaren Stützringen in Eingriff stehen, ferner mit
einem auf der Antriebswelle befestigten inneren Zentralzahnrad, das über eine Mehrzahl von
UmlaufzaJiivrädern und einen innenverzahnten
Zahnring ein Drehmoment in Richtung zur Abtriebswelle
leitet, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine Feder (81) in Umfangsrichtung
zwischen einem mit den Stützringen (40, W) verbundenen Haltering (69) und dem Gehäuse (13,
17) angeordnet ist und daß die Stützringe über eine Steuerpinrichtung (68, 70, 62, 64, 65, 61) mit den
Schaltorganen (12,91,92) verbunden sind, so daß die Stützringe im Gehäuse (U) in Umfangsrichtung
elastisch und um einen begrenzten Winkel drehbar abgestützt s:nd, so daß die Stützringe in axialer
Richtung automatisch nachgestellt werden.
2. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch !,dadurch
gekennzeichnet, daß die Stü!?ringe (40, 40'), der Haltering (69) und die Steuereinrichtung über axiale
Bolzen (76) drehfest, jedoch axial beweglich, miteinander gekoppelt sind.
3. Umlaufrädergetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die
Steuereinrichtung eine im Gehäuse um einen Schwenkzapfen (92) einstellbare Kurvenscheibe (61)
mit einer Steuerkurve (65) aufweist, in welche ein Nocken (64) eingreift, der mit einer Schaltgabel (62)
verbunden ist, die um zwei diametral angeordnete Zapfen (63) schwenkbar ist, welche im Gehäuse (13)
in axialer Richtung fixiert sind.
4. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Zapfen (63) in
Umfangsrichtung begrenzt schwenkbar und je in einer in Umfangsrichiung verlaufenden Nut (67)
geführt sind.
5. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge jeder Nut (67) in
Umfangsrichtung wenigstens gleich der maximalen Verdrehung der Stützringe (40, 40') infolge der
Zusammendrückung der Feder(n)(81)ist.
6. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltgabel (62) angeformte
Nocken (71, 72) aufweist, wobei ein Nocken (71) eine Büchse (68,70) und der andere Nocken (72) über ein
an dem Bolzen (76) befestigtes Verbindungselement (77) den Haltering (69) axial zueinander verschieben,
wodurch die Stützringe (40, 40') axial zusammendrückbar sind.
7. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Büchse (68) und der
Haltering (69) durch Tcllerfeldcrn (74) axial /usammengespannt sind, deren Außenrand an der Büchse
(68) und deren Innenrand an einem Bügel (7b) anliegen, durch den die Federkraft über die Bolzen
(76) auf den Haltering (69) übertragbar ist.
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